книги из ГПНТБ / Сегаль В.Ф. Динамические расчеты двигателей внутреннего сгорания

и т| следующее условие: двигатели можно считать хорошо уравно­ вешенными, когда значения ^ и % будут близкими к величине 0,003 или меньше ее. Когда значения £1 и т|х повышаются до 0,015,

если заданный тип двигателя в таблицах не предусмотрен, то значения этих коэффициентов находятся графическим способом, рассмотренным в п. 11, 13.

Здесь двигатель типа 2ЧСП 10,5/13 со схемой кривошипов 1 в табл. 15 со­ гласно критерию (11.39) занимает промежуточное положение между хорошо и плохо уравновешенными.

Результаты, полученные в этом примере, показывают, что у этого двигателя влияние неуравновешенной силы инерции больше неуравновешенного момента.

Пример 21. Оценить уравновешенность двигателя типа 8ДР 30/50 при раз­

108

Таким образом, двигатель типа 8ДР 30/50 (схема 21 в табл. 17) согласно кри­

такие же, как и для предыдущей схемы.

По формулам (11.39), используя вычисления для предыдущей семы, полу­ чаем:

h = 0,458-2,16.0,0079я« 0,008; % = 0,575-2,16-0,0065«=! 0,008.

Такңм образом двигатель типа 8ДР 30/50 (схема 23, табл. 17) согласно кри­ терию (11.39) занимает промежуточное положение между хорошо и плохо урав­ новешенными двигателями.

18. ВНУТРЕННЯЯ НЕУРАВНОВЕШЕННОСТЬ ДВИГАТЕЛЕЙ

Рассмотренные выше силы инерции и их моменты, возникающие в КШМ по отношению к остову двигателя, представляют собой внешнюю нагрузку. Поэтому результат действия этих сил и моментов на остов двигателя называют внешней его неуравновешен­ ностью.

Результирующие сил инерции и их моментов могут быть в част­ ном случае равны нулю. В этом случае на остов двигателя внешняя нагрузка не действует, и такой двигатель называют внешне урав­ новешенным.

В отдельных сечениях остова, независимо от того, является ли двигатель внешне неуравновешенным или уравновешенным, воз­ никают силы и моменты, которые в курсе «Сопротивление мате­ риалов» называют поперечными силами, изгибающими и скру­ чивающими моментами. В литературе по динамике ДВС эти силы и моменты называют внутренними силами, а результат их дей­ ствия на остов двигателя — внутренней неуравновешенностью.

Для исследования внутренней неуравновешенности остов дви­ гателя рассматривают как балку, опорами которой являются фундаменты или амортизаторы, а силы инерции, передающиеся от КШМ каждого цилиндра — как внешние силы, действующие на эту балку. Как известно, поперечная сила есть сумма всех сил, действующих по одну сторону от рассматриваемого сечения, а изгибающий момент есть сумма моментов этих сил относительно того же сечения. Изгибающие моменты и поперечные силы рас­ сматриваются при этом отдельно в двух взаимно перпендикуляр­ ных плоскостях, одна из которых проходит через оси цилиндров.

Пользуясь этими определениями, можно, зная реакции фунда­ мента или амортизаторов, определить в любом сечении остова

внутренние усилия.

В каждом сечении остова, проведенном через оси цилиндра, кроме рассмотренных перерезывающих сил и изгибающих моментов приложены опрокидывающие моменты.

Опрокидывающие моменты уравновешиваются реактивными моментами фундамента. В результате сумма опрокидывающих и

109

реактивных моментов, расположенных с одной стороны от рас­ сматриваемого сечения, даст момент, который будет скручивать остов. Этот крутящий момент, который вызывается не только си­ лами инерции, но, главным образом, силой давления газов на поршень, относят также к внутренним силам.

Рассмотренные силы и моменты, вызывающие сдвиг, изгиб и кручение остова двигателя как балки, связанной с фундаментом, называются внутренними, например внутренний изгибающий мо­ мент (ВИМ) и т. д. При наличии таких внутренних сил и моментов двигатель называется внутренне неуравновешенным.

Внутренне уравновешенным является одноцилиндровый дви­ гатель, который при отсутствии специальных механизмов, см. п. 18, внешне всегда не уравновешен. Многоцилиндровые двигатели, могущие быть за счет правильного расположения кривошипов внешне уравновешенными, получаются при этом с относительно большой внутренней неуравновешенностью.

Из сказанного следует, что для улучшения внешней неуравно­ вешенности без ухудшения при этом внутренней уравновешиваю­ щие механизмы можно рекомендовать ставить в плоскости каждого цилиндра или в нескольких таких плоскостях.

В связи с тем, что напряжения в остове двигателя от изгибаю­ щих моментов являются, как правило, основными, ниже будут рассмотрены только внутренние изгибающие моменты. Эти мо­ менты будем обозначать буквой, набранной полужирным шрифтом, т. е. Ж. Относительные внутренние моменты по аналогии с (II.7) (11.16) и (11.22) будем обозначать тс, т х и т и .

Особенности исследования внутренней неуравновешенности покажем на конкретных примерах.

Пример 22. Исследовать внутреннюю неуравновешенность четырехцилиндро­ вого двигателя со схемой кривошипов 3 в табл. 14.

Решение: как видно из табл. 14 и 15, этот двигатель внешне неуравновешен только в отношении сил инерции второго порядка. Рассмотрим, какие внутрен­ ние силы возникают в остове этого двигателя только от центробежных сил инер­ ции, в отношении которых двигатель внешне уравновешен. Рассмотрим ввиду осевой симметрии положение коленчатого вала, показанное на рис. 11.27, а. Как видим, на остов двигателя, как на балку, опирающуюся на фундамент, действуют четыре взаимно уравновешивающиеся силы Св, величина которых согласно (II.1) равна Св = GBm. Пренебрегая весом двигателя, можно установить, что опорные реакции фундамента отсутствуют. Несмотря на это, в сечениях остова двигателя возникают поперечные силы и изгибающие моменты, эпюры которых показаны на рис. 11.27, б. Рассматриваемый двигатель, следовательно, внутренне

неуравновешен. Наибольший изгибающий момент, действующий в средней части остова,

М = CBl = GBwl.

В данном частном случае тс = 1 . На основании (II. 18) коэффициент тс можно относить к суммарному моменту первого порядка.

НО

На эти изгибающие моменты следует проверять остов, если он покоится на амор­ тизаторах.

Эпюрам

Рис. 11.27. Эпюры поперечных сил и изгибающих моментов в остове двигателя, вызванные уравно­ вешенными центробежными силами инерции

Рассмотрим теперь действие на остов неуравновешенных четырех сил инер­ ции второго порядка, наибольшее значение которых согласно (П.1) Рц = XGnpwl. Эти силы показаны на рис. 11.28, а.

Предполагая, что реакция фундамента представляется в виде равномерной

только момента от центробежных сил инерции. Согласнотабл. 16, рассматриваемый двигатель имеет внешне неуравновешенный момент Мс = mcGBwl = 1,73 Ggwl,

плоскость действия которого составляет с первым кривошипом угол фі = 30°.

Ш

Этот момент воспринимается фундаментом, причем ввиду симметрии каждая его

половина дает относительно середины двигателя момент у М с = 0,86 Gwl.

Искомый внутренний изгибающий момент, момент^в^среднемречении (рис. 11.29), находим как геометрическую сумму моментов MjC'l и 1/2М с .

М= ClBl+ - ~ - M c = - ^ - G Bwl = mcGBwl.

Вданном случае тс ^ 0,5.

Суммарные внутренние моменты, учитывая (II.18), следующие:

Мвс = тс (GB+ Опд) wl = 0,5 (0В+ Gnp) wl;

МТС = mcGBwl — 0,5GBwl.

Рис. 11.29. К исследованию внутренней неуравно­ вешенности трехцилиндрового двигателя

В общем случае при симметричном фундаменте изгибающий момент в среднем сечении остова двигателя от действия центробежных сил инерции следует на­

ходить как геометрическую сумму моментов C J k и \ / 2 М с по выражению

теля, действующего в плоскости, составляющей угол фі с первым кривошипом;

2 Cb//j — геометрическая сумма моментов центробежных сил инерции относи­ тельно середины двигателя для кривошипов, расположенных слева от нее, здесь

— расстояние от fe-ro кривошипа до середины двигателя.

Эту геометрическую сумму следует находить для кривошипов, находящихся слева от среднего сечения тем же графическим способом, как и при определении Мс для всего двигателя (см. рис. II.6, б).

Пример 24. Исследовать внутреннюю неуравновешенность пятицилиндровых двигателей (табл. 15, № 5 и 14), Этот двигатель внешне неуравновешен в отно­ шении моментов центробежных сил инерции (т с = 0,449). Изгибающий момент в середине двигателя находится по зависимости (11.42). Для определения входя­

112

вым кривошипом. Изгибающий момент в середине двигателя следующий (см. рис. 11.31):

Л і= £ с в/й+ -і-Л Іс = - ^ - С в/ = 1.3СВ/.

м

На основании (11.40) находим тс — -тг-г = 1,3,

Так как второй член в зависимости (11.42) для многоцилиндровых двигателей мал по сравнению с первым, а у уравновешенных двигателей вообще отсутствует, в качестве условного критерия внутренней неуравновешенности принимается значение изгибаю­ щего момента в среднем сечении двигателя без учета влияния фундамента, т. е. величина

М = £ С В/*. (11.43)

Относительное значение услов­ ного критерия внутренней не­ уравновешенности согласно (11.40)

таблицах.

Для рассмотренных выше примеров критерии тс получаются согласно (11.44)

соответственно равными 1 и 1,31. Эти значения приведены в табл. 15, № 3 и 5. Значение коэффициентов тс для многоцилиндровых двигателей можно на­

ходить в помощью табл. 15, не вычисляя геометрическую сумму 2] Cßlk Для половины двигателя. Этот прием показан в следующем примере.

Пример 25. Определить внутренний изгибающий момент в середине остова шестицилиндрового четырехтактного двигателя (табл. 13, № 1) без учета фунда­ мента (критерий внутренней неуравновешенности).

Решение: искомый момент находим по формуле (II.44). Для определения

входящей в эту формулу геометрической суммы 2 CBlk рассмотрим левую поло­ вину двигателя как самостоятельный трехцилиндровый двигатель (табл. 15, № 10).

Так как у этого двигателя результирующая центробежных сил инерции равна

М = S —тсСв1= тс^ъ •

Отсюда следует, что в данном случае тс для шестицилиндрового двигателя оказался равным тс для трехцилиндрового двигателя. В результате искомое шс = 1,73. Это значение и приведено в справочных таблицах, см., например, схему 1 в табл. 13.

ГЛАВА III

СИЛЫ, ПЕРЕДАЮЩИЕСЯ ПОРШНЕВЫМ ПАЛЬЦЕМ И ШЕЙКАМИ КОЛЕНЧАТОГО ВАЛА

19.УДЕЛЬНЫЕ ДАВЛЕНИЯ НА ПОДШИПНИКИ

Вгл. I были определены силы, возникающие в звеньях криво­ шипно-шатунного механизма. Эти силы передаются маслом, нахо­ дящимся в зазоре между поверхностями шеек и вкладышами под­ шипников.

На практике о работоспособности подшипников судят по зна­ чениям удельных давлений на подшипники; причем различают максимальное удельное давление и среднее удельное давление.

Эти удельные давления находят по формулам:

ствующей на данный подшипник за один рабочий цикл (величина сил Ра зависит от угла поворота кривошипа); d — диаметр пальца (шейки) или внутренний диаметр подшипника; I — длина рабочей поверхности вкладыша.

Проверка по формулам (III. 1) является условной, так как закон распределения давления масла по периметру подшипника и по его длине не является равномерным.

Наибольшее значение силы возникает в пусковой период, когда ускорения весьма малы. Поэтому Ра для пускового периода на­ ходят без учета сил инерции. Среднее значение передающейся нагрузки Ра определяют с учетом сил инерции, т. е. для условий нормальной работы двигателя.

Ниже рассматриваются способы определения величин сил Ра ,и точек их приложения по периметру шеек и соответствующих

подшипников.

Результаты расчетов позволяют путем сравнения успешно работающих двигателей с проектируемым судить о надежности работы последнего. На основании таких исследований можно, кроме того, более обоснованно определять места сверления кана-

лов, подводящих смазку, и определять участки периметра шеек и подшипников, на которых следует ожидать наибольшие износы.

Опыт эксплуатации двигателей показывает, что допускаемые значения удельных давлений, определяемых формулами (III. 1), существенно зависят от качества антифрикционных сплавов, при­

=140 кгс/см2; Кср = 40 кгс/см2.

Для шатунных шеек автотракторных двигателей в работе [18]

на стр. 61 даны следующие нормы:

В работе [22] обращается большое внимание на то, что отно­ шение Ктах/Кср не должно для шатунных и коренных шеек пре­ вышать 2—3.

Можно отметить, что допускаемые значения удельных давлений практически не зависит от размеров двигателя. Так, например, у двигателя 6,5/7,2 малолитражного автомобиля при чугунном коленчатом вале и подшипниках из баббита (слой 0,11—0,14 мм) были приняты следующие удельные давления:

20, СИЛЫ, ПЕРЕДАЮЩИЕСЯ ОТ ПОРШНЕВОЙ ГОЛОВКИ ШАТУНА ПАЛЬЦУ И БОБЫШКАМ ПОРШНЯ

Как следует из рис. 1.17, на поршневой палец от поршневой головки шатуна действует сила Рш, которая передается далее бобышкам поршня. По этой силе проверяются удельные давления между средней шейкой поршневого пальца и втулкой поршневой

116

головки шатуна, а также в бобышках поршня. Согласно рис. Ш .1, а, точка приложения силы взаимодействия между сред­ ней шейкой поршневого пальца и втулкой поршневой головки ша­ туна на их поверхностях определяется углом ß.

Рис. III. 1. К определению точек приложения сил, передающихся пальцем поршня, шатунными и коренными шейками соответствующим подшипникам

Во время работы двигателя сила Рш перемещается по поверх­ ности рассматриваемых звеньев и изменяет свою величину. На­ правление силы Рш во всех положениях механизма проходит через центр вращения шатуна, т. е. через ось пальца.

Если в каждой точке приложения силы Ршотложить в радиаль­ ном направлении соответствующее этой точке значение силы Рш, то получим кривые, которые называются векторными диаграммами.

117